汽车机械式变速器设计（全套课件）

汽车机械式变速器设计机械式变速器设计第一节

概述第二节

变速器传动机构布置方案第三节

变速器主要参数的选择第四节

变速器的设计与计算第五节

同步器设计第六节

变速器操纵机构机械式变速器设计第一节

概述里一

、功

用串改变转矩、转速串中断动力传递串使汽车获得倒退行驶能力串具有动力输出功能二、组成

串操纵机构4

传动机构第一节

概述

串三、设计要

求1、保证汽车有必要的动力性和经济性

出2、设置空挡，用来切断动力4

3、设置倒

挡

，使汽车能倒退行驶4

4、设置动力输出装置，需要时进行功率输出4

5、换

挡迅速、省力、方便46、工作可靠，无跳档、乱挡、换挡冲击现象

坐7、传动效率要高48

、工作噪声低4

9、轮

廓尺寸和质量小，成本低，维修方便机械式变速器设计第

一节概述机械式变速器液力自动变速器A综合式无

级

式有级式行星齿轮式中间轴式两轴式四、分类机械式变速器设计按传动比

按操纵机构

按传动机构多中间轴

双中间轴单中间轴固定轴式旋转轴式双

离

合

自

动

变

速

器

呵机

械

自

动

变

速

器无

级

自

动

变

速

器手动变速器自动变速器AMTcVT第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器

4(1)两轴式变速器6变速器壳体

齿轮箱体三挡、四挡

一挡、二挡同步器

同步器机械式变速器设计四挡齿轮

二挡齿轮

一挡齿轮

五挡运行齿环

三挡齿轮换挡机构壳体五挡同gif5.net倒挡齿轮五挡齿轮差速器

输入轴

输出轴机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器

4(1)两轴式变速器串输入轴的转动方向与输出轴的转动方向相反些轴和轴承数少，结构简单，轮廓尺寸小，易布置串中间档位传动效率高，噪声低；串不能设置直接档，高档工作噪声大，易损坏；串受结构限制，一档速比不可能设计得很大；4多用于FF布置形式。机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析41.固定轴式变速器

星(1)两轴式变速器F)

u过

斋客厂上

客举

巧

巧d)

e)

f)c)b))a)上

工理

草机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器

4(1)两轴式变速器串图3-1:输出轴与主减速器主动齿轮一致(横/纵区别)4前进档常啮合+倒档滑动4

(f)全同步器换档(含倒)出同步器多放置输出轴(一档主动齿轮小)4(d)

中加辅助支承第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器4

(2

)中间轴式变速器串多用于FR

乘用车和RR客车。一轴的前端经轴承支

承在飞轮上，花键用来从动盘，而二轴末端经花键与万向

节连接。15GEAR机械式变速器设计gif5.LOWSPEEDOUTPUT=POWERFLOW第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器4(2)中间轴式变速器——四档机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器4(2)中间轴式变速器——五档JI举巧齐厂

案

斉

真1a)

b)JI

举

IJ1斉r

茶项Lr斋c)d)机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器4(2)中间轴式变速器——六档斋

斋「a)

b)机械式变速器设计机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1.固定轴式变速器4

(2

)中间轴式变速器4

一轴后端与常啮合主动齿轮制成一体串多数二轴前段支承在一轴后端孔内(同轴/直接档)串二级传动方式使一档速比较大(效率略低)出多采用同步器换挡

(一/倒档可能不是)串多支承结构提高轴的刚度第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器4

(3)双离合自动变速器串采用两套变速器和两个离合器，

一个变速器处于工作状态时

另一变速器空转，通过两个离合器的切换来实现两变速器交

替进入工作状态，可在动力切断时间很短的情况下完成换挡外变速器轴输出轴离合器25

31离合册2机械式变速器设计246离合器力第二节变速器传动机构布置方案里一

、传动机构布置方案分析1

.

固

定轴式变速器4

(3)双离合自动变速器R37a)

b)

c)↵R

4

51王

d)

e

f)↵YL话YL机械式变速器设计机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案

串一、传动机构布置方案分析出2.倒档布置方案串与前进档相比，倒档使用率较低，而且都是在停车状

态下实现换倒档，故可采用直齿滑动齿轮方式换挡串为实现倒档传动，

一些方案利用在中间轴和第二轴之

间加入一个中间传动传动齿轮的方式，结构简单，但

中间齿轮轮齿在最不利的正负交替对称变化的弯曲应

力状态工作串可利用联体齿轮方案，使其在较有利的单向循环弯曲应力状态下工作，并使倒档传动比略有增加第二节变速器传动机构布置方案

串一

、传动机构布置方案分析出2.倒档布置方案d)

e)f)g)生1b)

c)机械式变速器设计u1a)机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案

串一、传动机构布置方案分析出2.倒档布置方案出倒档设置在变速器左侧或右侧，在结构上均能实现，

不同之处在于挂倒档时驾驶员移动变速杆方向不同。串为防止意外挂入倒档，其挂档力要大一些。4

倒档位置最好单独设置，便于挂倒档。机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案

串一

、传动机构布置方案分析出2.倒档布置方案4

倒档齿轮位于一二轴中心线右侧，倒挡轴受力较小FF殡FFb)F下下Ba)F第二节变速器传动机构布置方案

串一

、传动机构布置方案分析出3.其他问题串由于接触应力过高，常用档位的轮齿表面易形成点蚀

损坏。通过将高档齿轮布置在轴两端支承点中间区域

的方式可以较少由轴的变形而引起的齿轮偏转角，进

而提高齿轮寿命。串使用传动比小于1的超速档，能够更充分地利用发动

机功率。但是与直接档比较

，使用超速挡会使传动效

率降低、工作噪声增加。机械式变速器设计机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案串一

、传动机构布置方案分析43.其他问题4传动效率与所选用的传动方案有关，包括

串传递动力时处于工作状态的齿轮对数串每分钟转数墨传递的功率串润滑系统的有效性串齿轮和壳体等零件的制造精度机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案

坐二、零部件结构方案分析1.齿轮形式

串直齿、斜齿形式

特点斜

齿直

齿备

注重合度大小工作噪声小大接触应力低高齿轮寿命长短轴向力有没有影响轴承寿命应

用二档以上各档低档、倒档形式特点直齿滑动齿轮啮合套换档同步器换档结

构简单复杂最复杂轴向尺寸短居中长制造成本低较高高换档冲击有小没有换档噪声有小没有齿轮(啮合套)寿命短较短长换档时间长长短汽车加速性差较差好对换档技术要求高

(熟练

)高低第二节变速器传动机构布置方案坐二、零部件结构方案分析出2.换档机构形式机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案坐二、零部件结构方案分析3

.防止自动脱档方案出结构措施1:将两接合齿的啮合位置错开，在啮合时使接合齿端部超过被接合齿约1~3

mm。

使用中两齿接

触部分受到挤压同时磨损，并在接合齿

端部形成凸肩，

阻止自动脱档机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案坐二、零部件结构方案分析3

.防止自动脱档方案出结构措施2:将啮合套齿座齿厚切薄0.3-0.6,使换挡

后啮合套的后端面被后齿圈的前端面顶住，阻止自

动

脱档此段切薄机械式变速器设计第二节变速器传动机构布置方案坐二、零部件结构方案分析3

.防止自动脱档方案出结构措施3:将接合齿工作面加工成斜面，形成倒锥角，使接合齿面产生阻止自动脱挡的轴向力；这种方

案比较有效，应用较多(将接合齿齿侧设计成台阶形

状，有相似效果)机械式变速器设计机械式变速器设计第

二

节

变速器传动机构布置方案坐二、零部件结构方案分析出4.变速器轴承串圆锥滚子轴承串

直

径

小

、宽度大，负荷高，容量大；串需要调整预紧度，装配麻烦

，且磨损

后轴易歪斜；串

不适合用在线膨胀系数较大的铝合金壳体上。出滚针轴承串摩擦损失小

、传动效率

高

；津径向配合间隙小、定位及运转精度高，有利于齿轮啮合；

串

用于齿轮与轴有相对运动的地

方

；出

滑动轴套串

径向配合间隙大、易磨损；出间隙增大，齿轮的定位和运转精度下降，工作噪声增加。出制造容易、成本低。第二节变速器传动机构布置方案坐二、零部件结构方案分析45.变速器壳体出变速器壳体要尽可能小，同时质量也要小，并具有足够大的刚度，用来保证轴和轴承工作时不会歪斜。串横向断面尺寸应保证能布置下

齿

轮

，而且设计时还应注意到壳体侧面的内壁与转动齿轮齿顶之间

留有5~

8mm的间隙。出齿轮齿顶到变速器底部间要留有不小于15mm

的间隙串加强肋串注油孔和放油孔(通气孔)4动力输出孔机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择里一、档数座增加档数，可以改善汽车的动力性、燃油经济性和平均车速；串在传动比范围不变的条件下，档数增加会使相邻挡位之间的传动

比比值减小，使换档容易；串要求相邻档位速比比值在1.8以下，该值越小换档越容易；串高挡区相邻档位之间的速比比值，要比低档区的小。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择里一、档数串但档数增多，将使结构复杂，轮廓尺寸和质量加大，换挡频率增

高将增加换档难度。4

乘用车44~5个档位，排量大用5档；4货车串装载量2.0~3.5t(5

档),4.0~8.0t

(6

档)串多档变速器用于总质量大些的货车和越野汽车上。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择二、传动比范围串指变速器最低档传动比与最高档传动比的比值。串最高档传动比是1.0

(直接档)或0.7~0.8

(

超

速

档

);串最低档传动比选取的影响因素有：出

汽车最大爬坡能力；串

驱动轮与路面间的附着力；串主减速比；串驱动轮的滚动半径；串

汽车的最低稳定行驶车速。串传动比范围：串乘用车：3.0~4.5;轻型商用车：5.0~8.0;其它商用车辆更大第三节变速器主要参数的选择串三、中心距A串

是指中间轴与第二轴或

(输入轴与输出轴)轴线之间的距离。串中

心距选取的影响因素：4

中心距小，则变速器的外形尺寸和质量小；串但中心距越小，轮齿的接触应力越大；且布置轴承不方便，壳体强度差；一挡小齿轮齿数可能过少；串特别是中心距过小，为保证强度会使变速器长度增加，影响轴的刚度和

齿轮的啮合状态。串应当在保证轮齿接触强度等设计要求的前提下，尽量取小。机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择三、中心距A4

中间轴式变速器中心距的确定

串

根据经验公式初选中心距：A=Ka]7-maz-504K

为

中心距系数串乘用车8.9~9.3串商用车8.6~9.64多挡变速器9.5~11.04Temax

为发动机最大转矩

(Nm)4

i1为变速器1档传动比4

ng为变速器传动效率，取96%三、中心距A串乘用车变速器中心距的确定

座可以根据发动机排量进行初选

串排量越大，中心距越大串中心距的范围串乘用车：65~80

mm;串商用车：80~170mm;串总质量小，则中心距也小。第三节变速器主要参数的选择80厂0o

870-

咕60◎50

。

1

2

发动机排量/L·FF

车o

FR车4

为了检测方便，中心距A

最好取为整数。机械式变速器设计0

03变速器中心距A/mm第三节变速器主要参数的选择串四、外形尺寸串确定横向尺寸的影响因素：4

齿轮直径串壳体壁厚及其与齿轮之间的间隙出倒档齿轮的布置串换档机构形式和尺寸机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串四、外形尺寸坐

轴向尺寸的影响因素：串挡数：乘用车四挡(3.0~3.4)

A;商用车四挡(2.2~2.7)A;五挡(2.7~3.0)

A;六挡(3.2~3.5)

A。串换挡机构型式：选用同步器多

时

，取上限。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数串1.模数——选取的影响因素：m影响因素要求m(mn)备

注制造工艺全部相同设计强度各档不同减少噪声减少m(mn)同时增加b减少质量增加m(mn)同时减少b机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数出1.模数

—

—选取的一般原则：座对于乘用车减少噪声有较大意义，应选用小模数；串对于商用车减少质量有较大意义，应选用大模数；4

低档齿轮用大模数，而高档选

用小

模

数

；串应符合国家标准(GB/T1357—2008)

的规定。串接合齿模数选取的原则：串从工艺方面考虑，同一变速器的接合齿模数相同。串

选取较小的模数可使齿数增多，有利于换挡。模数车型齿

轮啮合套轿

车微型、普通级2.25～2.752.0～3.5中级轿车2.75～3.00货

车中

型3.5～4.5重

型4.5～6.03.5～5.0第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数出1.模数——模数的选用范围

(mm)机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数42

.压力角α串是指齿轮在啮合点所受正压力方向与该点速度方向所形成的锐角串压力角选取的影响因素：α影响因素要求a齿轮啮合重合度小传动平稳性小工作噪声小轮齿抗弯强度大轮齿表面接触强度大机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数串2.压力角α串选取α的一般原则：出乘用车要加大重合度以降低噪声，应选小压力角串商用车要增大齿轮承载能力，应选大压力角

串直齿轮28°

时强度最高；串斜齿轮25°

时强度最高。串符合国家标准的要求串齿轮α=20°串接合齿α=30°机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数42

.压力角α4

国外有些乘用车变速器齿轮采用两种压力角：串

高挡齿轮采用小压力角以减少噪声；低

挡和倒挡齿轮采用较大压力角以增加强

度

；串齿轮采用小压力角和小模数时，必须采用大的齿高系数和大圆弧齿根，

以提高弯曲强度影响因素要求β传动平稳性大工作噪声大轮齿强度大轴向力小机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数4

3.螺旋角β——选取的影响因素：机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数4

3.螺旋角β——选取的影响因素：串

螺旋角选取的一般原则：1

轿车变速器齿轮的螺旋角应大于货车的；4

大于30°时，轮齿抗弯强度下降，因此低档齿轮β应小些，以15°~

25°为宜；出β增大

时

，接触强度持续提高，因此高档齿轮β应大些；串中间轴上的轴向力应尽量抵消，以减轻轴承负荷。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数4

3.螺旋角β——中间

轴上轴向力的平衡串抵消中间轴上两对齿轮产生的轴向力(减少轴承负荷，提高轴承寿命)

串不同挡位齿轮螺旋角不同串在中间轴轴向力不大时，可将螺旋角设计成一样的(工艺简便)串中间轴上斜齿轮取右旋，第一、第二轴上斜齿轮应取为左旋串一、倒挡设计为直齿时，中间轴上的轴向力不能抵消(使用很少),此

时第二轴没有轴向力作用第三节变速器主要参数的选择串五、齿

轮

参数4

3.螺旋角β——中间轴上轴向力的平衡Fa1=Fn1tanβ₁Fa2=Fnztanβ₂T=Fn1r1=Fnzr2串

轴向力：串根据4

得到中间

轴上两斜齿轮轴向力平衡的条件：机械式变速器设计T1

Fn₂24FRtF2—F2P₂Fn[

B机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数4

3.螺旋角β——选用范围车型β范围轿

车两轴式20°~25°中间轴式22⁰~34°货

车18⁰~26°4当各对齿轮因模数或齿数和不同等原因造成中心距

不等时

，可以通过调整螺旋角消除第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数44.齿宽b影响因素要求b变

速

器的

轴向

尺

寸窄变

速

器的

质

量窄轮

齿

磨

损

均

匀

性窄斜

齿

轮

工

作

平

稳

性宽减

小

工

作

应

力宽机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数44.齿宽b串若要提高斜齿轮工作平稳性，需要串齿轮宽度b加大，但质量增

大

；串螺旋角β增大，但轴向力增大，轴承寿命下降；

串压力角α减小(一般为标准

值

)

。4

当齿轮倾斜时，大齿宽则受力不均造成偏载，可能

导致磨损不均机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数44.齿宽b串选用范围(通常根据模数来选定齿宽)串第一轴常啮合齿轮副的齿宽系数可取大些，使接触应力降低，以提高传动平稳性和齿

轮寿命；串若模数相同，则挡位低的齿宽系数可取的稍大齿轮形式b齿宽系数kc齿轮直

齿kcm4.5~8.0斜

齿kcmn6.0~8.5接合齿(2~4)m第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数45.变位系数标准齿轮x=0

负变位齿轮x<0分度圆正变位齿轮x>0hahy齿条形刀具α机械式变速器设计sin'ax

mdb

d|c第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数45.变位系数4(1)

齿轮变位的目的4

消除齿轮根切现象，提高抗弯强度

出配凑中心距A串要求中间轴、第二轴上各对齿轮的中心距必须相同串

在模数已定时，为满足传动比的需要，各对齿轮的中

心距(齿数和)可能不相同，要配凑中心距串改善接触强度，使传动平稳、耐磨损，并降低啮合噪声机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数45.变位系数4(2)

齿轮变位的分类串高度变位串

齿轮副的一对啮合齿轮的变位系数之和等于零。串

可增加小齿轮的齿根强度，使它达到和大齿轮强度相

接近的程度。串

但不能同时增加一对齿轮的强度，也很难降低噪声。

串角度变位串

齿轮副的变位系数之和不等于零。串角度变位既具有高度变位的优点，又避免了其缺点机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数45.变位系数4(3)选取原则出对齿数和多的齿轮副，采用标准齿轮传动或高度变位；!

对齿数和少的齿轮副应该采用正角度变

位

；墨为保证接触应力低，应使高档齿轮变位系数和尽可能取大；

出

为减少传动噪声，变位系数和

ζC可以取得少一些；4对低档齿轮，应从保证大、小轮齿危险断面齿厚相等条件

来选ζ1和ζ2,其中小齿轮的ζ>0。出

齿数少、有根切时应选取正变位修正。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数45.变位系数4(4)实际应用串高档位的

ζc均选用较小值，以获得低噪声传动。串如：最高档及一轴齿轮副的

ζc

约在-0.2~0.2。串档位愈低，ζC应该逐渐加大，以获得高强度。基如：一档齿轮的

ζC可在1.0以上。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数

串6.齿顶高系数串对重合度、轮齿强度

、工作噪声、轮齿相对滑动速

度

、轮齿根切和齿顶厚度有影响出若齿顶高系数小，则重合度小、工作噪声大；但轮

齿受到的弯矩减小，弯曲应力也减少串规定标准齿顶高系数为1第三节变速器主要参数的选择五

、齿轮参数串6.齿顶高系数座为了增加重合度，降低噪声和提高齿根强度，有些

变速器采用齿顶高系数大于1的细高齿制。出采用细高齿制时，必须保证齿顶厚度不小于0.3m

和

齿轮没有根切和齿顶干涉串目前尚无统一标准，由各行业自行确定串1.05-1.9串许多变速器的一对主从动齿轮的齿顶高系数不同机械式变速器设计垦六、各档齿数的分配串初选A、m和β以后，可根据变速器的挡数、传动比和传动方

案来分配各挡齿轮的齿数4

各挡齿轮的齿数比应该尽可能不是整数，以利齿面磨损均匀机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择7

T121

53H

举

益H

q齐r91118624赤4A"机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择里六、各档齿数的分配串

一档传动比串先求齿数和直齿zn=斜齿zn=输入轴→i1→

i2→

i11→

i122Am2Acos

βm,出计算后取整，然后进行大小齿数的分配。出1.确定一档齿轮的齿数第三节变速器主要参数的选择

里六、各档齿数的分配出1.确定一档齿轮的齿数串若Z₁₁取

少，则

Z12/Z11比值较大，

则

：4

在i₁已定的条件下，Z₂/Z1

就小，于是Z,可多取些齿，便于在Z₁

内装第二轴的前轴承，并使齿轮轮

辐有足够的厚度。串要求齿轮1的外径要小于轴承孔直径。4Z₁₁=15~17

(

乘

用

车

);Z1₁₁=12~17(

商

用车

)4

计

算Z₁₂=Zn-Z11机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择六

、各档齿数的分配

串2.对中心距A进行修正4

修正A

的

原

因

：Z被圆整过。串根据齿数和、变位系数等重新计算A

(精确到小数点

后两位)。串再以修正后的A作为其余各挡齿轮齿数分配的依据。机械式变速器设计机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择

里六、各档齿数的分配43.确定常啮合传动齿轮副的齿数Z、Z₂串根据上式求得Z₁、Z₂,

进行圆整。

串

再重新核算传动比和螺旋角。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择六

、各档齿数的分配串4

.

确定其他各档的齿

数

输入轴→i1→

i2→

i8→

i7串设二档齿轮为直齿，模数与一档齿轮相同，

则4

根据上式可求得Z、Z₈4齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择六、各档齿数的分配串4.

确定其他各档的齿数输入轴→i1→

i2→

i8→

i7串

设二档为斜齿，螺旋角β8与常啮合齿β2不同，有：串可求得Z7、Z8、β8;串齿数取整，核算传动比和中心距，通过变位调整。串中间轴上齿轮轴向力相互抵消第三节变速器主要参数的选择

六

、各档齿数的分配44.

确定其他各档的齿数串其它各挡齿轮的齿数用同一方法确定。三档：输

入

轴→i1→

i2→

i6→

i5四档：输入轴

→输出轴(无需配齿)五档：输入轴→i1→

i2→

i4→

i3机械式变速器设计第三节变速器主要参数的选择六

、各档齿数的分配串5.

确定倒档齿

轮的

齿

数

输入轴→i1→

i2→

i9→

i10→

i13→

i12串倒档齿轮模数与一档相近。初选倒档齿数Z10=21-234计算倒档轴与中间轴距离：A'=m(Z9+z10)/2串选择齿轮13合适的齿数Z13串计算倒档轴与中间轴距离：A”=m(Z12+z13)/2机械式变速器设计机械式变速器设计第四节变速器的设计计算

里一、齿轮的损坏形式出轮齿折断串齿面疲劳剥落

(点蚀)串

移动换挡齿轮端部破坏串齿面胶合4

K。——应力集中系数，可近似取K。=1.65;4

K

——

摩擦力影响系数，K=1.1

(主动)或=0

.9

(从动)

;4

b——

齿宽，b=k。m;4

t——端面齿距，t=πm,

m为模数；

y——

齿形系数。4

1.轮齿抗弯强度计算4

(

1

)

直齿弯曲应力σw4

F₁—

圆周力，F₁

=2T

节圆直径，d=mz)第四节变速器的设计计算二

、轮齿强度计算ow=hekr-2m“k./d(T。一计算载荷，d—机械式变速器设计第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算4

1.轮齿抗弯强度计算4(

2

)

斜齿弯曲应力σw出计算载荷Tg按照第一轴转矩为Tema

计算→4

当量齿数zn=z/cos³β→y(查图)串斜齿轮许用应力180~350N/mm²(

乘

用

车

);

100~250N/mm²

(货车)机械式变速器设计机械式变速器设计第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算出2.轮齿接触应力出计算公式N//mm²4F——法向力，F=F1/(cosa

cosβ),

F1为圆周力，

F1=2Tg/d;Tg为计算载荷；d为节圆直径4E——弹性模量4

b——齿轮接触实际宽度(斜齿轮用b/cosβ)

星pz、pb——

主

、从动齿轮节点处曲率半径。第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算

出2.轮齿接触应力4

曲率半径p=rsina

(

直齿轮)或p=(rsina)/cos2β(斜齿轮)串计算载荷按第一轴上载荷为Temax

/2计算。串变速器齿轮的许用接触应力：渗碳齿轮(MPa)液体碳氮共渗齿轮(MPa)一挡和倒挡1900~2000950~1000常啮合齿轮和高挡1300~1400650~700机械式变速器设计机械式变速器设计第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算串影响因素串使用条件串齿轮材料(低碳合金钢：20CrMnTi/15MnCr5

等)串其它处理串强化：喷丸、加大齿根圆弧半径、加大压力角串

加工工艺：剃齿→磨齿4热处理串渗碳淬火串表面58-63HRC

出心部33-48HRC面消移运

动切屑切除方向回转运动

工件齿轮◎0剃齿刀(b)

单砂轮磨齿(a)

双砂轮磨齿第四节变速器的设计计算

二、轮齿强度计算串影响因素串精度级别串运动精度、平稳性精度、接触精度、齿侧间隙精度

座不低于7级串齿面粗糙度1.6出齿根粗糙度3.2串效率98%串支承方式(两点/三点)机械式变速器设计机械式变速器设计第四节变速器的设计计算二

、轮齿强度计算

串轮齿修形串齿向修形：沿齿线方向修削齿面串齿端修薄串鼓形修整串螺旋角修整串齿端修薄与鼓形修整的综合应用机械式变速器设计第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算串轮齿修形串齿廓修形：微量修削齿廓(减缓啮入和啮出冲击)

墨修缘墨修根墨挖根1■二第四节变速器的设计计算二、轮齿强度计算

串轮齿修形串齿端修薄

：串对齿轮轮齿的一端或两端，在一小段齿宽范围内，按照对

轮齿齿端逐渐加大削薄量的要求，将齿厚给予削薄称齿端

修薄。齿端修薄的轮齿亦称卸载齿串齿端修薄可以减小齿向方向的载荷集中，从而减小载荷分

布不均匀系数串直线修薄/曲线修薄机械式变速器设计机械式变速器设计第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算串概述4输入轴、输出轴、中间轴机械式变速器设计第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算串概述4

齿轮上存在圆周力、径向力、轴

向力，变速器轴受

到转矩和弯矩的共同作用串要求轴应有足够刚度和强度刚度不足会产生弯曲变形，破

坏齿轮的正确啮合，影响齿轮

的强度、耐磨性和工作噪声F.

木F₁FaT₁n¹

井(b)第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算4

(

一

)初选轴的直径串第二轴和中间轴中部直径d≈0.45A串最大直径dm

和支承间距I之比串第一轴与中间轴：dm/L=0.16~0.18串第二轴：dm/L=0.18~0.21串第一轴花键部分直径d(mm)可按经验公式初选：d=K³Temax串经验系数K=4.0~4.6,Temax的单位是Nm。机械式变速器设计机械式变速器设计第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算4(二)轴的刚度验算串关键参数：轴在垂直面内的挠度和水平面内的转

角串

垂直面内的挠度使齿轮中心距变化，破坏了齿轮的正确啮合；串

后者使齿轮相互歪斜，致使沿齿长方向的压力分布不均匀，磨损增大，寿命降低。第四节变速器的设计计算

三、轴的强度计算串

(二)轴的刚度验算4

变速器轴挠度和转角的计算4Ft—圆周力，Fr—

径向力，Fa—轴向力。4

轴在垂直面挠度允许值[fc]=0.05~0.10mm;

坐轴在水平面挠度允许值[fs]=0.10~0.15mm;4

齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad;

串轴的全挠度f≤0.2mmFaab(b-a)

3EIL机械式变速器设计δ=第四节变速器的设计计算三、轴的强度计算4(三)轴的强度验算串轴在转矩和弯矩同时作用下其等效弯矩和应力为：串在低挡工作时，[σ]≤400MPa;2T串应验算轴上花键的齿面挤压应力

op=ψzhld出T转矩，ψ载荷不均匀系数(0.7-0.8),z

齿

数，h

工作高，I

工作高，

d

平均直径串变速器的轴用与齿轮相同的材料制造M=

、M

。²+M?²+7T²机械式变速器设计机械式变速器设计第五节同步器设计一、惯性式同步器串惯性式同步器能做到换

挡

时

，在两换挡元件之

间的角速度达到完全相等之前不允许

换

挡

，因

而能很好地完成同步器的功能和实现对同步器

的基本要求串按结构形式，惯性式同步器可分为锁销式、滑

块式

、锁环式、多片式和多锥式串它们都包括摩擦元件、锁止元件和弹性元件第五节同步器设计一、惯性式同步器串(

一

)

锁环式同步器

Ring

Synchronizer41.基本结构齿圈

齿圈

定位凹懵

定位滑块机械式变速器设计接合套定位滑块花键毂缺口锁环拔叉锁环机械式变速器设计第五节

同步器设计一、惯性式同步器4

(

一

)

锁环式同步器42.

工作原理串工作可靠、零件耐用第五节

同步器设计一、惯性式同步器4

(

一

)

锁环式同步器43.

主要尺寸的确定4(1)接近尺寸：同步器换挡第一阶段中间，在滑块

侧面压在锁环缺口侧边的同时，且啮合套相对滑块

作轴向移动前，啮合套接合齿与锁环接合齿倒角之

间的轴向距离b,称为接近尺寸串尺寸b应大于

零

，取b=0.2-0.3mm3a机械式变速器设计2第五节

同步器设计一、惯性式同步器4

(

一

)

锁环式同步器43.

主要尺寸的确定4(2)分度尺寸：滑块侧面与锁环缺口侧边接触时，

啮合套接合齿与锁坏接合齿中心线间的距离a,

称

为

分度尺寸串尺寸a应等于1/4接合齿齿距32机械式变速器设计机械式变速器设计第五节

同步器设计一、惯性式同步器4

(

一

)

锁环式同步器43.

主要尺寸的确定4

(3)滑块转动距离c:滑块在锁坏缺口内转动的距

离c

影响分度尺寸a。串滑块宽度d、滑块转动距离c

与缺口宽度尺寸E

之间

的关系有：E=d+2c串滑块转动距离c与接合齿齿距t的关系：c=R₁t/4R₂4R₁为滑块轴向移动后的外半径，R₂为接合齿分度圆半径第五节

同步器设计一、惯性式同步器4

(

一

)

锁环式同步器43.

主要尺寸的确定串

(4

)

滑块端隙δ1:δ1指滑块端面与锁环缺口端面之间的间隙。同时啮合套端面与锁环端面的间隙

为δ2,要求δ2

>δ1。若δ2<δ1,则b<0,

在换

挡时会使同步器失去锁止作用δ₁=0.5mmδ₂=1.2～2.0mmo2531a机械式变速器设计第五节

同步器设计一、惯性式同步器4

(

一

)

锁环式同步器43.

主要尺寸的确定4

(5)后备行程δ3:指锁环端面与齿轮接合齿端面

的间隙。串

预留后备行程的原因是锁环的摩擦锥面会因摩擦而

磨损，并在接下来的换

挡

时

，锁环要向齿轮方向

增

加少量移动。随着磨损增加，这种移动也逐渐增多

,

导致间隙δ3逐渐减少直至为零。串此后摩擦锥面会出现间隙和失去摩擦力矩串一般取1.2-2.0机械式变速器设计第五节同步器设计一、惯性式同步器串(

二

)

多锥式同步器出锁止面仍在同步环的接合齿上，只是在原有的两个锥面之间再插入辅助同步锥串由于锥表面的有效摩擦面积成倍增加，同步转矩也

相应增加，因而具有较大的转矩容量和低热负荷机械式变速器设计第五节

同步器设计二、主要参数的确定41.摩擦因数f4为了获得较大的摩擦力矩，要求摩擦因数大且稳，

锁环常选用黄铜合金(如：锰黄铜)制造；串黄铜合金——钢材摩擦副在油中工作的摩擦因数取为0.1;基对锥面的表面粗糙度要求较高，保证在使用过程中

摩擦因数变

化小

；串摩擦因数大，则换挡省力或同步时间缩短；!

在同步环锥面处制有破坏油膜的细牙螺纹槽及泄油槽，以保证摩擦面之间有足够的摩擦因数。机械式变速器设计第五节

同步器设计二、同步器主要参数的确定42.同步环主要尺寸4

(1)锥面螺纹槽的尺寸串

螺纹槽顶部窄一些，则刮油效果好；串

但过窄会使磨损加快，摩擦系数降低，换挡费力

；串

螺纹槽大一些，便于储存刮下来的油，但螺距增大又会使

接触面减少，增加磨损速度。出轴向泄油槽通常为6~12个，槽宽3~4mm。0.45~0.70十0.1~0.2

50°~60°机械式变速器设计总质量大些的货车轻、中型汽车0.60~0.75不大于0.20.1-0.545°一0.25-0.40第五节

同步器设计二、同步器主要参数的确定42.同步环主要尺寸4(2)

锥面半锥角α出

α越小，摩擦力矩越大；但α过小则摩擦锥面将产生自锁

现

象

；串避免自锁的条件是tan

a≥f。一般取α=6°~8°。串(3)摩擦锥面平均半径R!R越大，则摩擦力矩越大；串原则上是在可能的条件下，尽可能将R取大些；串R会受到中心距A和相关零件尺寸(如：同步环径向厚度)

和布置的限制；机械式变速器设计第五节

同步器设计二、同步器主要参数的确定42.同步环主要尺寸串(4)锥面工作长度b坐b小，可缩短变速器轴向长度，但减少了锥面工作面积，增加了单位压力并使磨损加速。b=

2

R²

—

摩

用压力摩擦力矩擦面的许Mmp—π

pfM

m机械式变速器设计第五节

同步器设计二、同步器主要参数的确定42.同步环主要尺寸串(5)同步环径向厚度串受结构布置的限制(中心距A、锥

面平均半径R等)不易取

厚，但必须保证同步环有足够的强度；坐

乘用车同步环厚度较小，选用锰黄铜等材料采用锻造工艺加工，能提高材料的屈服强度和疲劳寿命；出

货车同步环用铝黄铜等材料压铸加工；串

钢—钼摩擦副(钢或球墨铸铁同步环的锥面上喷镀一层钼

)

比铜环的强度高、耐磨损；机械式变速器设计第五节

同步器设计二、同步器主要参数的确定3.

锁止角β串正确选择β,可以保证只有同步时才能进行换挡；串

选取β